Proiectarea Ambreiajului cu Arc Tip Diafragma Pentru Un Autoturism cu Maxa Maxima Autorizata 2140 Kg Si Motor cu Aprindere Prin Comprimare cu Puterea Maxima 135 Kw

INTRODUCERE

Capitolul 1.

1.1 Rolul ambreajului si notiuni generale

Ambreiajul are rolul de a lega capetele a doi arbori dispusi unul in prelungirea celuilalt, fără demontarea sau remontarea cuplajului. .

Folosirea motiarelor cu ardere interna impun folosirea ambreajului deoarece acestea nu pot porni sub sarcina. Pentru pornire trebuie întrerupta legătura dintre motor si restul transmisiei i, cuplarea in prima treapta si apoi cuplarea progresiva a ambreiajului odată cu actionarea usoară a acceleratiei.
Ambreajul este compus din: partea conducătoare , partea condusa si mecanismul de acționare .

La rotatie partea conducătoare a ambreiajului este solidara cu volantul motorului , iar partea condusa cu arborele ambreiajului .

Pe volantul motorului este apăsat discul condus de către discul de presiune datorită forței dezvoltate de arcuri . Discul condus poate avea o deplasare axială pe canelurile arborelui al ambreiajului ..

Partea conducătoare a ambreiajului se compune din : carcasa .volantul , discul de presiune si arcurile de presiune.

Partea condusa este formata din : garniturile de frecare, arborele ambreiajului si discul condus

Momentul motor este transmis, prin frecare ce ia naștere intre suprafețele de contact ale volantului si discul de presiune pe de o parte si suprafețele discului condus pe de alta parte, la arborelui primar al cutiei de viteza si mai departe , prin celelalte organe ale transmisiei , la rotile motoare.

1.5 Studiul comparativ al autovehiculelor similare cu cel din tema de proiect

Tabelul nr.1

un motor cu ardere internă MAC având:

Pe=135 [kW]

nP=4000 [rot/min]

Me=350 [Nm]

nM=2500 [rotmin]

Vmax=222 [km/h]

schimbătorul de viteză în trepte cu următoarele rapoarte de transmisie:

raportul de transmisie al transmisiei principale :

soluția constructivă de ambreiaj:

ambreiaj mecanic monodisc cu arcuri periferice elicoidale și mecanism de acționare mecanic.

masa totală a autovehiculului:

Ma=2140 [kg]

tipul anvelopei:

225/45 R17 91V

Capitolul 2.

CALCULUL AMBREIAJULUI

2.1 DETRMINAREA MOMENTULUI DE CALCUL AL AMBREIAJULUI

Conform [3],pentru ca ambreiajul să transmită momentul maxim dezvoltat de motor fără să patineze, pe toată durata de funcționare chiar și după uzarea garniturii de frecare când valoarea forței de apăsare a arcurilor de presiune scade este necesar ca momentul de frecare a ambreiajului să fie mai mare decât momentul maxim al motorului.

Momentul de calcul al ambreiajului reprezintă momentul față de care se dimensionează elementele ambreiajului. Acesta se determină cu relația:

(1)

unde :- momentul de calcul al ambreiajului;

– coeficient de siguranță al ambreiajului;

– momentul motor maxim.

Valoarea coeficientului maxim de siguranță se alege conform recomandărilor literaturii de specialitate în funcție de tipul ambreiajului și condițiile de exploatare ale autovehiculului. Astfel pentru M.A.C: = 1,3…1,75.

Se alege = 1,4

Criteriile care au stat la baza alegerii lui au fost:

ambreiajul să nu patineze după uzura garniturilor

se utilizeaza aceasta valoare a lui beta pentru ca masina este sport si se utilizeaza mai mult pe autostrada.

2.2 DETERMINAREA DIMENSIUNILOR GARNITURILOR DE FRECARE

Calculul garniturilor de frecare ,conform [3], cuprinde: determinarea dimensiunilor, calculul presiunii specifice și verificarea la uzură.

Fig 1. Garnitura de frecare a ambreiajului

Raza exterioară a garnituri de frecare se determină cu relația:

(2)

Unde:

– coeficientul ce depinde de tipul ambreiajului și al autovehiculului.

= 25…30 pentru ambreiaj bidisc.

Se alege= 26

i- numarul de perechi de suprafete de frecare;

i=2, pentru ambreiaj bidisc;

pentru autovehicule c=0,55…0,75;

Se alege c=0,65.

Valorile superioare ale lui c corespund motoarelor ce funcționează la turații ridicate deoarece alunecările dintre suprafețele de frecare sunt mai intense la periferie.

Se alege c=0,65 deoarece motorul autovehiculului are un cuplu mare.

Deoarece dimensiunile garniturilor de frecare sunt standardizate se adoptă conform STAS 7793-83 valorile superioare cele mai apropiate de cea calculată.

Dimensiunile garniturii de frecare alese din standard sunt:

diametrul exterior al garniturii:325 mm

diametrul interior al garnituri:185 mm

grosimea g =4mm

Raza exterioară a garniturii de frecare:

(3)

Raza interioară a garniturii de frecare:

(4)

Raza medie a suprafeței de frecare se determină cu relația:

(5)

2.3 DETERMINAREA FORTEI DE APASARE AL ARCULUI ASUPRA DISCULUI DE PRESIUNE AL AMBREIAJULUI

Conform [4], din condiția ca momentul de calcul să fie egal cu momentul de frecare a ambreiajului , rezultă următoarea relație:

(6)

Unde: – – forța de apăsare asupra discului de presiune;

– coeficientul de frecare dintre discurile ambreiajului; pentru frecare ferodou fontă = 0,25…0,35

Se adoptă = 0,3

– – coeficient ce ține seama de frecare dintre butucul discului condus și arborele ambreiajului.

Pentru ambreiaje monodisc = 0,90…0,95

Se adoptă =0,92

Din relația (6) se obține:

2.4VERIFICAREA GARNITURII DE FRECARE

2.4.1Verificarea presiuni specifice dintre garniturile de frecare

Presiunea specifică între suprafetele de frecare ,conform [3] se determină cu relația:

(7)

Pentru garniturile de frecare de ferodou valoarea admisă a presiuni specifice este:

Deoarece garniturile rezistă la presiune.

2.4.2Verificarea la uzură a garniturii de frecare

Aprecierea solicitărilor la uzură a garniturii de frecare ,conform [2], se face utilizând lucrul mecanic specific de frecare la patinare în regimul pornirii de pe loc.

Acesta se determină cu relația:

(8)

Unde: L – lucrul mecanic de frecare la patinare al ambreiajului.

(9)

Unde:

=2140 [kg]- greutatea totală a autovehiculului ;

– raza de rulare a roților motoare în metri

(10)

– raza liberă a roți care se determină pe baza caracteristici anvelopei

iI – raportul de transmitere al treptei întâi de viteză

i0 – raportul de transmitere al transmisiei principale

A’ – aria suprafeței de frecare;

Având în vedere că autoturismul din tema de proiect are anvelopă tip 205/55 R16 calculul razei libere a roții r0 se calculează cu formula:

(11)

Valoarea admisibilă a lucrului mecanic specific la patinare: . Deoarece ambreiajul rezistă la uzură.

2.4.3Verificarea ambreiajului la încălzire

Încălzirea ambreiajului se produce numai în timpul patinării datorită transformării lucrului mecanic de frecare în căldură.

Verificarea la încălzire ,conform [3], se face pentru discul cel mai solicitat termic și se apreciază prin creșterea de temperatură .În cazul ambreiajului monodisc verificarea la încălzire se face pentru discurile de presiune deoarece discul condus este izolat termic prin garniturile de frecare.

Creșterea de temperatură se calculează cu relația:

(12)

Unde: – coeficientul care exprimă fracțiunea din lucru mecanic de frânare consumat pentru încălzirea piesei care se verifică.

pentru discul de presiune al ambreiajului

c – căldura specifică a materialului piesei care se verifică.

c =0,115 pentru oțel și fontă

– greutatea piesei care se verifică.

Calcul greutății se face în ipoteza că discul de presiune este o placă de fontă, iar marginile acestuia trebuie să le depășească pe cele ale garniturii de frecare cu 2-3 [mm].

(13 )

(14)

– grosimea discului de presiune în metri

Se adoptă constructiv =20=0.02 [m]

(15)

= 7800 pentru fontă;

g =9,81 [m/] accelerația gravitațională;

A – aria frontală a discului

(16)

(17)

Valoarea admisibilă a creșterii de temperatură pentru o cuplare la plecarea de pe loc în cazul utilizării relației (15) este: . Deoarece rezultă că ambreiajul rezistă la încălzire.

2.5 Determinarea coeficientului de siguranță a ambreiajului după uzarea garniturii de frecare

Datorită uzării garniturilor de frecare ,conform [4], arcurile de presiune se destind mai mult și forța de apăsare scade de la valoarea până la .

Momentul de frecare al ambreiajului după uzarea garniturilor de frecare este:

(18)

(20)

(21)

f – săgeata corespunzătoare arcului în poziția cuplată a ambreiajului

(22)

Δu – destinderea corespunzătoare uzurii tuturor garniturilor de frecare până la limita maximă admisibilă.

(23)

– uzura admisibilă pentru o garnitură de frecare.

=1,2…2 [mm]

Se alege =1,5 [mm]

Coeficientul de siguranță al ambreiajului după uzarea garniturii de frecare este:

Deoarece >1 rezultă că ambreiajul va transmite fără patinare momentul maxim al motorului și după uzarea garniturilor de frecare.

2.6 Determinarea lucrului mecanic necesar debreierii

Lucrul mecanic necesar debreierii, conform [4], este lucrul mecanic produs de forțele elastice la comprimarea arcurilor de presiune cu săgeata ΔF1 și se determină cu relația:

(24)

Unde: – randamentul mecanismului de acționare

, conform literaturi de specialitate

Alegem:

Valorile recomandate ale lucrului mecanic necesar debreieri pentru autoturisme sunt cuprinse între 0.5…1 [daNm].

2.7 CALCULUL ARBORELUI AMBREIAJULUI

Conform [3], arborele ambreiajului este supus solicitări de torsiune cu un moment egal cu momentul de calcul al ambreiajului și solicitările de strivire si forfecare la nivelul canelurilor de-a lungul cărora culisează discul condus.

Din condiția de rezistență la torsiune se determină diametrul interior al arborelui ambreiajului cu relația:

(25)

unde:

– rezistența admisibilă la torsiune și are valorile:=1000…1200 [daN/cm2]

Alegem =1100 [daN/cm2].

Materialul din care se confecționează arborele ambreiajului este oțel aliat pentru cementare 21MoCr12 conform STAS 791-80.

Deoarece arborii canelați au dimensiuni standardizate din STAS 1770-68 se aleg următoarele dimensiuni:

diametrul interior al canelurii di=3,2 [cm]

diametrul exterior al canelurii de=4,0 [cm]

numărul de caneluri z=10

lățimea canelurii b=0,5 [cm]

2.7.1 Verificarea la strivire a canelurilor

Verificarea la strivire a canelurilor arborelui ambreiajului, conform [3] se face cu relația:

(26)

Unde: l – lungimea butucului discului condus

Considerăm că condițiile de lucru sunt condiții obișnuite de lucru astfel ca luăm lungimea discului condus ca fiind l=de=4 [cm].

h – înălțimea canelurii arborelui

(27)

Rezistența admisibilă la strivire pentru canelurile arborelui ambreiajului este Psa=200…250 [daN/cm2]. Deoarece Ps<Psa rezultă că arborele rezistă la strivire.

2.7.2 Verificarea la forfecare

Verificarea la forfecare, conform [3], se face cu relația:

(28)

Rezistența admisibilă la forfecare este:.

Deoarece arborele rezistă la forfecare.

2.8CALCULUL DISCURILOR

2.8.1 Calculul elementelor de fixare și ghidare ale discului de presiune

Discurile de presiune, conform [2], sunt solidare la rotație cu volantul motorului având în același timp posibilitatea deplasării axiale. Legătura dintre acestea și volant se face prin intermediul carcasei ambreiajului.

Carcasa ambreiajului este prevăzută cu mai multe ferestre în care pătrund niște reazeme prelucrate pe discul de presiune.

Calculul elementelor de fixare și ghidare constă în verificarea la strivire a suprafețelor de contact dintre discul de presiune si carcasă.

Presiunea specifică se determină cu relația:

(29)

Unde:

R – raza cercului pe care sunt dispuse reazemele discului de presiune,

R=130 [cm]

Z=3…5 – numărul de reazeme

(30)

A – aria unei suprafețe de contact solicitate la strivire

l – lungimea suprafeței de contact

a – grosimea carcasei ambreiajului

Se adoptă:

a=0,25 cm

l=0.1 cm Fig.2 Fixarea prin umeri

R=130 cm

Z=3 reazeme

Valoarea rezistenței admisibile la strivire conform literaturii de specialitate este:.

Deoarece Ps<Psa rezultă că elementele de fixare și de ghidare rezistă la strivire.

2.8.2Calculul niturilor de fixare a discului propriu-zis pe butucul ambreiajului

Niturile de fixare, conform [3] a discului propriu-zis pe flansa butucului sunt din OL 38 si sunt solicitate la forfecare si strivire.

Verificarea niturilor la forfecare se face cu relatia:

(31)

Unde:

rn=raza cercului pe care sunt dispuse niturile de fixare.

Se adopta constructive rn=5……..8cm se adopta 8cm

dn=diametrul niturilor, dn=0.6……1cm se adopta 0.8 cm

zn=numarul de nituri, zn=3………6 nituri se adopta 5 nituri

Se calculeaza τf=

Valoarea rezistentei admisibile la forfecare pentru niturile de fixare

Daca , atunci niturile butucului rezista la forfecare;

Daca , atunci niturile butucului nu rezista la forfecare si se va alege un diametru superior al acestuia, o raza mai mare de dispunere sau un numar mai mare de nituri;

, atunci niturile butucului rezista la forfecare;

Verificarea niturilor la strivire se face cu relatia:

(32)

Unde:

ln=lungimea partii active a nitului

Se adopta ln=0.2…….0.4[cm]

Se calculeaza ps:

Rezistenta admisibila la strivire pentru niturile de fixare este:

Psa=800…….900

Daca , atunci niturile butucului rezista la strivire;

Daca , atunci niturile butucului nu rezista la strivire si se va alege un diametru superior al acestuia, o raza mai mare de dispunere sau un numar mai mare de nituri, urmand a se relua calculele.

2.9 CALCULUL ARCULUI CENTRAL TIP DIAFRAGMA

Fig.3 Arc tip diafragma

(33)

[daN]

Conform [2], pentru calcule se folosesc urmatoarele notatii:

d1, d2, d3, s, H, h – dimensiunile arcului diafragma;

1, 2, 3, 4    – pozitia reazemelor;

z  – numarul de brate;

a  – unghiul sectorului care revine unui brat (a=3600/z);

F  – forta de ambreiere;

Q  – forta de debreiere;

F1, Q1        fortele de ambreiere si debreiere ce revin unui sector al modelului (F1=F/z, Q1=Q/z)
   

 Fortele F si Q determina în arcul disc momentul radial M1 si forta taietoare T1 si în pârghii momentul de încovoiere M2 si forta taietoare T2.

Conform [2], pentru calcule se folosesc urmatoarele formule:

(34)

(35)

Pentru forta Q, din conditia de echilibru a fortelor, comform [2], se obtine:

(36)

(37)

Efortul maxim se compară cu limita la cuegere a materialului

pentru OLC 55A

<

unde:

E –modulul de elasticitate al materialului. Deoarece, de regulă, arcurile diafragmăse confecționează din Oțel arc 1 (STAS 795-71),

E = 2,1.10 daN/cm

;f –deformația arcului în dreptul diametrului d

; f = 1,7.h

µ- coeficientul lui Poisson.

µ= 0,25;

(38)

(39)

(40)

Deformatia arcului disc încarcat cu sarcina uniform distribuita pe circumferintele de diametre d1 si d2 , confom [2] se face cu relatia:

(41)

Tabelul nr.2

2.10 CALCULUL MECANISMULUI DE ACTIONARE

Calculul sistemelor de actionare se face în scopul determinarii parametrilor acestuia în conditiile în care forta de actionare exercitata de conducator asupra pedalei ambreiajului si cursa pedalei trebuie sa se situeze în limite ergonomice. Calculul se desfasoara în doua etape, prima etapa fiind cea de dimensionare  cinematica a sistemelor de comanda. Urmatoarea etapa, dupa dimensionarea cinematica, cuprinde calculul de rezistenta, când în functie de marimile de intrare în sistem – forta la pedala si de caracteristicile cinematice ale sistemului, se determina fortele si momentele din elementele componente, se identifica solicitarile si se efectueaza calculele dupa metodele de calcul al organelor de masini.

Aleg sistem de actionare hidraulica cu cilindrul receptor integrat mansonului de decuplare.

6.6.2. Calculul de dimensionare si verificareal mecanismului de

actionare

Fig.4  Sistemul de actionare cu comanda hidraulica

  Se adoptă constructiv următoarele dimensiuni pentru mecanismul de acționare:

L1=200 [mm]; L2=50 [mm]; L3=300 [mm]; L4=100 [mm]

Forta necesara ce trebuie dezvoltata de tija pistonului din cilindrul receptor este data de relatia:

 unde:

– Fm=Q=1170 [N]  :forta necesara la manson pentru realizarea starii de decuplare a ambreiajului.

          Forta de apasare asupra pistonului din cilindrul pompei centrale este:

– Fp-  forta de apasare asupra pedalei, conform [2], forta maxima de actionare este de 300… 400 [N]

          Datorita ca presiunea de lucru este redusa, iar conductele de legatura dintre cilindrii au lungime relativ mica, se poate neglija deformatia conductelor, iar volumul de lichid refulat din cilindrul pompei centrale se poate considera egal cu volumul generat de pistonul cilindrului receptor. În aceste ipoteze, de pierderi nule de presiune din sistemul hidraulic, conform principiului lui Pascal se poate scrie:

unde:

– ih=3- raportul de transmitere al partii hidraulice;

– D1=39  [mm];

– D2=33  [mm].

Rezulta ca diametrul pompei este de:

12[mm]

          Cunoscând cursa mansonului de decuplare si considerând ca volumul refulat de pompa se regaseste în cilindrul receptor, se obtine pentru cursa pedalei relatia:

                    (46)

3 Diagnosticarea ambreajului cu arc tip diafragmă

Din cauza reducerii în grosime, atunci cand ambreajul se uzeaza, forța de strângere exercitată de placa de presiune să scadă. Odata cu cresterea uzurii,la majoritatea ambreiajelor cu disc diafragmă, creste si presiunea exercitată, datorită geometriei arcului și a mecanismul de debreiere. Totuși, după ce trece de o anumită limită, presiunea începe să scadă, crescând riscul de alunecare sub sarcină

Efectul de alunecare va fi simțit cel mai bine în condiții de sarcină ridicată, ca atunci când se urcă o rampă, când se accelerează pentru a efectua o depășire sau când se tractează. Cu cât alunecarea ambreiajului este mai mare, cu atât se încălzește la temperaturi mai mari și se uzează mai mult. Acest lucru, cu timpul, poate provoca daune volantei și plăcii de presiune.
Contaminarea cu ulei de la o garnitură uzată a arborelui cotit sau de la motor este o altă cauză a cedării premature a ambreiajului. Uleiul de pe fețele ambreiajului cauzează alunecare și cuplare neuniformă . Ca rezultat, apar patinări când vehiculul se află în sarcină sau vibrații și trepidații când ambreiajul este cuplat.
De multe ori , o problemă ce pare a fi de la ambreiaj nu provine de fapt de la acesta. Cuplarea hidraulică a ambreiajului , ce apare la modele mai noi de autovehicule, auin componentă un cilindru principal atașat pedalei de ambreiaj și un cilindru secundar undeva în carcasa cutiei de viteze, ce acoperă discul de ambreiaj, placă de presiune și volanta. Pot apăra scurgeri la garniturile pistonului intern, al cilindrului principat cât și a celui secundar ce duc la pierderea presiunii. Acest lucru influențează buna funcționare a ambreiajului, astfel că acesta ar putea să cupleze prematur sau să nu decupleze. Pedala devine mai moale,odata cu pierderea presiunii, cu rezistență mai mică la apăsare decât în mod normal. Datorită amplasării lui Cilindrul secundar este mai predispus la scurgeri, acesta fiind în cel mai jos punct al sistemului. Se vor depune din lichidului hidraulic în cilindrul secundar, rugina sau praful, provocând probleme ale garniturilor.

BIBLIOGRAFIE

Untaru M. Calculul si constructia autovehiculelor, Editura Didactica si Pedagogica, Bucuresti, 1986

Ion Tabacu – Transmisii mecanice pentru autoturisme, București, Editura tehnică , 1999

Dragomir G., -Calculul si constructia autovehiculelor- Curs: Calculul si constructia autovehiculelor, Topografia Universitatii Oradea, 2007.

Dragomir G., -Calculul si constructia autovehiculelor- Indrumar pentru proiect, Topografia Universitatii Oradea, 2007.

5. Internet